(57)【要約】【課題】互いに平行な入力軸および出力軸を有する遊星歯車列において、前進６段以上の変速比を得ながら、歯車列の軸方向長さを短縮可能にする。【解決手段】入力軸１０上に配置した第１遊星歯車組１４と出力軸１２上に配置した第２遊星歯車組１６の、互いに２個の回転要素同士をそれぞれ第１歯車対５０および第２歯車対５８で連結し、第１サンギヤ２０を含む回転要素を入力軸１０と連結可能かつケース５６に固定可能にし、第１リングギヤ２２を含む回転要素は減速歯車６２を介して入力軸１０と連結可能とし、第１キャリヤ２８を含む回転要素を入力軸１０と連結可能かつケース５６に固定可能とし、残る第２キャリヤ３８を出力軸１２と連結した。【選択図】                  図１
2005061446.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
前記入力軸と平行に配置された出力軸と、
前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組と第２遊星歯車組と減速歯車とを有し、
前記第１遊星歯車組が前記入力軸上に配置され、回転要素として第１サンギヤと第１リングギヤと第１キャリヤとを備えており、
前記第２遊星歯車組が前記出力軸上に配置され、回転要素として第２サンギヤと第２リングギヤと第２キャリヤとを備えており、
前記第１遊星歯車組と前記第２遊星歯車組の前記各回転要素のうち、互いに２個の回転要素同士をそれぞれ第１歯車対および第２歯車対で連結して４つの回転メンバーを構成するとともに、
前記第１サンギヤを少なくとも含む回転要素を第１回転メンバーとし、
前記第１リングギヤを少なくとも含む回転要素を第２回転メンバーとし、
前記第１キャリヤを少なくとも含む回転要素を第３回転メンバーとし、
前記第２遊星歯車組の前記回転要素のうち、前記第１回転メンバー、前記第２回転メンバー、前記第３回転メンバーのいずれにも該当しない回転要素を第４回転メンバーとし、
前記第１回転メンバーが前記入力軸と連結可能であるとともにケースに固定可能であり、
前記第２回転メンバーが前記減速歯車を介して前記入力軸と連結可能であり、
前記第３回転メンバーが前記入力軸と連結可能であるとともに前記ケースに固定可能であり、
前記第４回転メンバーが前記出力軸と連結したことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
【請求項２】
前記第１回転メンバーが前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとであり、
前記第２回転メンバーが前記第１リングギヤと前記第２リングギヤとであるか、または前記第１キャリヤと前記第２キャリヤとであることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項３】
前記第２回転メンバーが前記第１リングギヤと前記第２リングギヤとであって、前記減速歯車が前記入力軸と前記第２リングギヤとを連結可能な第３歯車対であることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項４】
前記減速歯車が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤに噛み合った第３アウタピニヨンと、該第３アウタピニヨンおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３インナピニヨンと、該第３インナピニヨンおよび前記第３アウタピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えた第３遊星歯車組であることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項５】
前記第２遊星歯車組が、クラッチにより一体回転可能であることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用自動変速機に用いる、前進６段以上の変速比を有する多段変速遊星歯車列に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の前進６段以上の変速比を有する多段変速遊星歯車列としては、３列の遊星歯車組と５個の摩擦要素を組み合わせて、前進６段の変速比を得ている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００３−１３０１５３号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の多段変速遊星歯車列は、前進６段の変速比を得るために３列の遊星歯車組を同一軸上に配置しているため、軸方向の所要スペースが大きくなってしまい、エンジンを横向きに配置した、いわゆるエンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が難しいという問題があった。
また、車両用自動変速機に適した変速比を得るために、遊星歯車の歯数比（リングギヤの歯数に対するサンギヤの歯数の比）を０．３以下の値にしなければならないため、歯車の強度を考慮すると遊星歯車の外径が大きくなってしまい、現実的なレイアウトが困難という問題があった。
【０００５】
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであって、２列または３列の遊星歯車組を用いて前進６段以上の変速比を得ながら、歯車列の軸方向長さを短縮可能にして、エンジン横置き式前輪駆動車の変速機への適用性を向上することを目的とする。
また、遊星歯車の歯数比が０．４を上回る一般的な値であっても車両用自動変速機に適した変速比を得られるようにして、遊星歯車の外径の小型化を可能にすることを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸と、出力軸と、入力軸と出力軸との間に設けられ、入力軸の回転数を出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組と第２遊星歯車組および減速歯車とを有し、第１遊星歯車組が入力軸上に配置され、回転要素として第１サンギヤと第１リングギヤおよび第１キャリヤとを備えており、第２遊星歯車組が出力軸上に配置され、回転要素として第２サンギヤと第２リングギヤおよび第２キャリヤとを備えており、第１遊星歯車組と第２遊星歯車組の各回転要素のうち、互いに２個の回転要素同士をそれぞれ第１歯車対および第２歯車対で連結して４つの回転メンバーを構成するとともに、第１サンギヤを少なくとも含む回転要素を第１回転メンバーとし、第１リングギヤを少なくとも含む回転要素を第２回転メンバーとし、第１キャリヤを少なくとも含む回転要素を第３回転メンバーとし、第２遊星歯車組の回転要素のうち、第１回転メンバー、第２回転メンバー、第３回転メンバーのいずれにも該当しない回転要素を第４回転メンバーとし、第１回転メンバーが入力軸と連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第２回転メンバーが減速歯車を介して入力軸と連結可能であり、第３回転メンバーが入力軸と連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第４回転メンバーが出力軸と連結したことを特徴とする。
【０００７】
上記目的を達成するため、請求項２に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第１回転メンバーが第１サンギヤと第２サンギヤとであり、第２回転メンバーが第１リングギヤと第２リングギヤとであるか、または第１キャリヤと第２キャリヤとであることを特徴とする。
【０００８】
上記目的を達成するため、請求項３に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第２回転メンバーが第１リングギヤと第２リングギヤとであって、減速歯車が入力軸と第２リングギヤとを連結可能な第３歯車対であることを特徴とする。
【０００９】
上記目的を達成するため、請求項４に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、減速歯車が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤに噛み合った第３アウタピニヨンと、該第３アウタピニヨンおよび第３サンギヤに噛み合った第３インナピニヨンと、該第３インナピニヨンおよび第３アウタピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えた第３遊星歯車組であることを特徴とする。
【００１０】
上記目的を達成するため、請求項５に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第２遊星歯車組が、クラッチにより一体回転可能であることを特徴とする。
【００１１】
【作用と効果】
請求項１に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、減速歯車を有し、入力軸上に配置された第１遊星歯車組が回転要素として第１サンギヤと第１リングギヤおよび第１キャリヤとを備えており、出力軸上に配置された第２遊星歯車組が回転要素として第２サンギヤと第２リングギヤおよび第２キャリヤとを備えており、第１遊星歯車組と第２遊星歯車組の各回転要素のうち、互いに２個の回転要素同士をそれぞれ第１歯車対および第２歯車対で連結して４つの回転メンバーを構成するとともに、第１サンギヤを少なくとも含む回転要素を第１回転メンバーとし、第１リングギヤを少なくとも含む回転要素を第２回転メンバーとし、第１キャリヤを少なくとも含む回転要素を第３回転メンバーとし、第２遊星歯車組の回転要素のうち、第１回転メンバー、第２回転メンバー、第３回転メンバーのいずれにも該当しない回転要素を第４回転メンバーとし、第１回転メンバーが入力軸と連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第２回転メンバーが減速歯車を介して入力軸と連結可能であり、第３回転メンバーが入力軸と連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第４回転メンバーが出力軸と連結したため、入力軸が減速歯車を介して第１回転メンバーを駆動することで低速段の変速を行い、入力軸が第３回転メンバーと連結して駆動することにより高速段の変速を行う。
この結果、前進６段の変速比を得ながら、２組の遊星歯車と５個の摩擦要素を入力軸側と出力軸側とに分散して配置できるので、軸方向長さを短縮することが可能になり、エンジン横置きの前輪駆動車の変速機への適用が容易になるとともに、遊星歯車の歯数比が一般的な値であっても車両用変速機に好適な変速比を得られるので、遊星歯車の外径を小さくすることができる。
【００１２】
請求項２に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第１回転メンバーが第１サンギヤと第２サンギヤとであり、第２回転メンバーが第１リングギヤと第２リングギヤとであるか、または第１キャリヤと第２キャリヤとで構成にしたため、各回転メンバーおよび減速歯車と５個の摩擦要素の締結の組み合わせで前進６段の変速を行う。
これにより、遊星歯車の歯数比が一般的な値であっても車両用変速機に好適な変速比を得られるので、遊星歯車の外径を小さくすることができるとともに、低速段における駆動で第１遊星歯車組または第２遊星歯車組への入力がリングギヤになるので、歯車強度の確保が容易になり、遊星歯車の小型化が可能になる。
【００１３】
請求項３に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第２回転メンバーが第１リングギヤと第２リングギヤとであって、減速歯車を入力軸と第２リングギヤとを連結可能な第３歯車対で構成したため、第３歯車対によって遊星歯車を減速駆動して低速段の変速を行う。
これにより、遊星歯車で減速する場合に比べて製造コストを抑えるとともに、変速比の設定自由度が高まる。
【００１４】
請求項４に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、減速歯車が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、該第３リングギヤに噛み合った第３アウタピニヨンと、該第３アウタピニヨンおよび第３サンギヤに噛み合った第３インナピニヨンと、該第３インナピニヨンおよび第３アウタピニヨンを軸支する第３キャリヤとを備えた第３遊星歯車組であるため、第３遊星歯車組により減速して第１遊星歯車を駆動して低速段の変速を行う。
これにより、３列の遊星歯車と５個の摩擦要素を入力軸側と出力軸側に分散して配置できるので、軸方向長さを短縮することが可能になり、エンジン横置きの前輪駆動車の変速機への適用が容易になる。
【００１５】
請求項５に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第２遊星歯車組を、クラッチにより一体回転可能としたため、第２遊星歯車組を一体にした場合に、第２速と第３速の中間、第３速と第４速の中間、第４速と第５速の中間の各変速比で変速を行う。
これにより、計９種類の変速比を得られるので、車両の走行条件に応じて最適の変速比を選んで走行することが可能になり、燃費や排気性能を向上することができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の多段変速遊星歯車列における実施の形態を、図に基づき説明する。
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を表すスケルトン図である。
なお、同図は互いに平行に配置した入力軸１０と出力軸１２のうち、入力軸１０側は軸心より下側半分を、出力軸１２側は軸心より上側半分を描いてある。
【００１７】
この多段変速遊星歯車列は、図示しないエンジンを横向きに搭載した前輪駆動車の変速機に適用するべく、上述のように入力軸１０と出力軸１２とが互いに平行に配置されており、入力軸１０と同軸上に第１遊星歯車組１４が、出力軸１２と同軸上に第２遊星歯車組１６が配置されている。
【００１８】
第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６は、一般的にシングルピニヨン型と呼ばれるもので、それぞれが同じ構成になっている。すなわち、第１遊星歯車組１４は第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、該第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った第１ピニヨン２４と、該第１ピニヨン２４を回転自在に軸支する第１キャリヤ２８とで構成されている。
同様に、第２遊星歯車組１８は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、第２ピニヨン３４、第２キャリヤ３８で構成されている。
【００１９】
入力軸１０、出力軸１２と、第１遊星歯車組１４および第２遊星歯車組１６の各回転要素は以下のように連結されているか、または連結可能である。
第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０とは第１歯車対５０によって互いに連結されるとともに、第１クラッチ５２により入力軸１０と連結可能であり、さらに第１ブレーキ５４によりケース（静止部）５６に固定可能である。
上記第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０とは、入力軸１０と連結可能で、かつケース５６に固定可能である、本発明の第１回転メンバーを構成する。
【００２０】
第１リングギヤ２２と第２リングギヤ３２とは第２歯車対５８によって互いに連結されるとともに、第２クラッチ６０および第３歯車対６２を介して入力軸１０と連結可能である。
上記第３歯車対６２は、入力軸１０の回転を減速して第２リングギヤ３２に伝える、本発明の減速歯車を構成する。
上記第１リングギヤ２２と第２リングギヤ３２とは、減速歯車（第３歯車対６２）を介して入力軸１０と連結可能である、本発明の第２回転メンバーを構成する。
【００２１】
第１キャリヤ２８は第３クラッチ６４によって入力軸１０と連結可能であるとともに、第２ブレーキ６６によってケース５６に固定可能であり、ワンウエイクラッチ６８によって一回転方向は常にケース５６に固定されている。
上記第１キャリヤ２８は、ケース５６に固定可能である、本発明の第３回転メンバーを構成する。
【００２２】
第２キャリヤ３８は出力軸１２と一体的に連結されている。
第２キャリヤ３８のように、出力軸１２と一体的に連結されている回転要素は本発明の第４回転メンバーを構成する。
【００２３】
次に、図１に示した多段変速遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表と図３の（ａ）に示した共通速度線図を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて軸や静止部および回転メンバー間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。
【００２４】
なお、図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキおよびワンウエイクラッチなどの締結要素が割り当ててあり、
Ｃ−１は第１クラッチ５２を、Ｂ−１は第１ブレーキ５４を、ＯＣはワンウエイクラッチ６８をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図１に記してある。
【００２５】
縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」および「Ｌレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第６速（６ｔｈ）を割り当て、Ｒレンジは後進の各変速段を割り当ててある。
なお、Ｌレンジでは、後述するエンジンブレーキ時のように出力軸１２側から入力軸１０側を駆動することが可能である。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、また空欄は各締結要素の解放を表す。
【００２６】
図３の（ａ）に示す、図１の多段変速遊星歯車列の共通速度線図は、縦方向が入力軸１０の回転数を１とした場合の各回転要素の回転数を表し、横方向は第１、第２遊星歯車組１４、１６の歯数比に応じた間隔に各回転要素を割り振って回転要素ごとに縦線を描いてある。
【００２７】
共通速度線図の上方に書いた記号は、サンギヤはＳ、リングギヤはＲ、キャリヤはＣで、またその後の数字１、２はそれぞれが属する第１、第２の遊星歯車組を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１遊星歯車組１４の第１サンギヤ２０、第１リングギヤ２２、第１キャリヤ２８を表すようになっている。
【００２８】
ここで、各遊星歯車組の歯数比は、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、第１遊星歯車組１４をα１、第２遊星歯車組１６をα２とする。
また、各歯車対については、第１歯車対５０をｉ１、第２歯車対５８をｉ２、第３歯車対６２をｉ３とする。
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α１を０．５８、α２を０．４４、ｉ１を１．２０、ｉ２を０．６８、ｉ３を１．４８とした場合について説明する。
【００２９】
共通速度線図は、各メンバーの回転数を表す線を太線で描いてあり、細い破線は回転要素同士が第１歯車対５０および第２歯車対５８により上記の歯数比で連結されていることを表している。
なお、各縦線と太線との交点の高さがそれぞれの回転要素の回転数を表す。
分かりやすくするため、出力軸１２と連結された第２キャリヤ３８（Ｃ２）の縦線における交点を○印で表示した。
図３の（ｂ）にはα１、α２、ｉ１、ｉ２、ｉ３を上記の値とした場合の各変速比およびそれら間の各段間比を示してある。
【００３０】
はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第２クラッチ６０（Ｃ−２）の締結により第１リングギヤ２２と連結された第２リングギヤ３２が、第３歯車対６２を介して入力軸１０と連結されることで行われる。
このとき、第１キャリヤ２８はワンウエイクラッチ６８（ＯＣ）によりケース５６に固定される。
【００３１】
すなわち、ワンウエイクラッチ６８は第１速で、車両を加速する方向において第１キャリヤ２８をケース５６に固定するようになっており、Ｄレンジの第１速では、いわゆるエンジンブレーキ時のように出力軸１２から入力軸１０への駆動はできない。
第１速の変速比（入力軸１０の回転数／出力軸１２の回転数）は、ｉ１・ｉ３・α１（１＋α２）／｛ｉ１・α１（１＋α２）−α２（ｉ１・α１＋ｉ２）｝になり、上記の値に設定した歯数比においては３．７３８になる。
【００３２】
第１速を図３の共通速度線図で説明すると、入力軸１０の回転数を１として、第２リングギヤ３２（Ｒ１）が第３歯車対６２の減速比ｉ３により１／ｉ３で回転し、第１キャリヤ２８（Ｃ１）がケース５６に固定されているので回転数が０であり、第１歯車対５０のｉ１および第２歯車対５８のｉ２を考慮して第２リングギヤ３２の回転数と第１キャリヤ２８の回転数０を結んだのが１ｓｔの太線である。
【００３３】
すなわち、第１リングギヤ２２は第２歯車対５８により第２リングギヤ３２の回転数のｉ２倍の回転数であり、これと第１キャリヤ２８の回転数０とを結んだ太線と第１サンギヤ２０（Ｓ１）の縦線との交点が第１サンギヤ２０の回転数になる。
第２サンギヤ３０は第１歯車対５０により第１サンギヤ２０の回転数に対して１／ｉ１の回転数で回転するので、これと前述の第２リングギヤ３２の回転数とを結んだ太線と第２キャリヤ３８の縦線との交点が出力軸１２の回転数になる。
【００３４】
次に、第２速（２ｎｄ）への変速は、前述の第１速での第２クラッチ６０の締結に加えて、第１ブレーキ５４（Ｂ−１）を締結することにより、第２サンギヤ３０をケース５６に固定することで行われる。
このとき、第１キャリヤ２８のケース５６への固定は、ワンウエイクラッチ６８の作用で自動的に解除される。
【００３５】
共通速度線図においては第２サンギヤ３０がケース５６に固定されるため、この回転数を０として第２リングギヤ３２の回転数とを結んだ太線になる。
これにより、第２速の変速比はｉ３（１＋α２）になり、上記した歯数比においては２．１３１である。
【００３６】
前述のように、前進第１速から第２速への変速は、ワンウエイクラッチ６８の作用があるため、第１ブレーキ５４の締結を追加するだけで済む。
したがって、変速時のいわゆる変速ショックは、第１ブレーキ５４の締結を緩やかに行うように制御するだけで抑えられるので、円滑な変速制御を容易に行うことができる。
【００３７】
次に、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ５４の締結を解除して第１クラッチ５２（Ｃ−１）を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図においては第２サンギヤ３０（Ｓ３）の回転数を１／ｉ１とした３ｒｄの斜線が示すようになり、変速比はｉ１・ｉ３（１＋α２）／｛ｉ３（１＋α２）−ｉ３＋ｉ１｝になる。
上記した歯数比においては１．３８２である。
【００３８】
続いて第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第１クラッチ５２の締結を解除して、第３クラッチ６４（Ｃ−３）を締結することで行われる。
第３クラッチ６４は第４速以降の高速段において締結を維持する。
これにより、共通速度線図においては第１キャリヤ２８（Ｃ１）の回転数を１とした斜線になり、変速比はｉ１・ｉ３・α１（１＋α２）／｛ｉ１・α１＋ｉ３・α２（１＋α１）−ｉ２・α２｝になる。
上記した歯数比においては１．０４０である。
【００３９】
次に、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速までにおける第２クラッチ６０の締結を解除して、再び第１クラッチ５２を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図においては５ｔｈの水平線が示すように、第１遊星歯車組１４が一体になって回転することになり、第２遊星歯車組１６はｉ１とｉ２が異なる値のため、斜線になって変速比はｉ１・ｉ２（１＋α２）／｛ｉ１（１＋α２）＋α２（ｉ２−ｉ１）｝になる。
上記した歯数比においては０．７８４の増速（オーバードライブ）である。
【００４０】
次に、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第１クラッチ５２の締結を解除して、第１ブレーキ５４を締結することで行われる。
これにより、再び第１サンギヤ２０および第２サンギヤ３０がケース５６に固定されて回転数が０になり、第１キャリヤ２８の回転数を１とした斜線に変化する。
変速比はｉ２（１＋α２）／（１＋α１）になり、上記した歯数比では０．６２０の増速である。
【００４１】
次に、Ｒレンジにおける後進（Ｒｅｖ）の駆動は、第１クラッチ５２（Ｃ−１）と第２ブレーキ６６を締結することで行われる。
これにより、第１キャリヤ２８が回転数０となり、第１サンギヤ２０の回転数を１とした斜線になり、変速比はｉ１・ｉ２（１＋α２）／｛ｉ２（１＋α２）−ｉ２−ｉ１・α１｝になる。
上記した歯数比においては−２．９６１になる。
【００４２】
前述のように、Ｄレンジの第１速においてワンウエイクラッチ６８は車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキ時のように出力軸１２側から駆動する場合には、図２の作動表のＬレンジにおける１ｓｔに示すように、Ｄレンジの第１速と同様に第２クラッチ６０を締結するとともに、ワンウエイクラッチ６８と併設されている第２ブレーキ６６を締結する。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第１速の変速比を得ることができる。
【００４３】
以上の変速比を図３の（ｂ）にまとめる。
なお、隣り合った変速比同士の比が段間比である。
これに見るように、全般に高速段側へ行くほど段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
【００４４】
以上が、図１に示した本発明の前進６段後進１段の多段遊星歯車列における作動と変速比である。
図１に示した本発明の多段遊星歯車列は、前進６段の変速比を得ながら２列の遊星歯車組と３対の歯車からなり、締結要素は入力軸１０側に４個、出力軸側に２個と分散配置した構成であり、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮できるので、エンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
【００４５】
また、上記のように車両用自動変速機に適した変速比を得るのに、遊星歯車の歯数比が一般的な０．４乃至０．６の範囲に収まっており、かつ低速段の入力がリングギヤ２２、３２であるため歯車の強度を確保することが容易であり、遊星歯車の外径を大きくせずに済むので、軽量、コンパクトな変速機をレイアウトすることができる。
さらに減速歯車が第３歯車対６２であるため、遊星歯車を用いるのに比べて製造コストが安く、減速比の設定自由度が高くなる。
【００４６】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第２の実施の形態のスケルトンを図４に、その作動表を図５に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１の実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００４７】
図４の実施の形態における図１の実施の形態との違いは、第４クラッチ７０が追加されていることである。
すなわち、第４クラッチ７０は第２サンギヤ３０と第２リングギヤ３２とを連結する機能を有しており、これの締結で第２遊星歯車組１６を一体回転させることができる。
第４クラッチ７０を追加したことにより、図５の作動表に見るように、第２速と第３速の中間（２ｎｄ’）、第３速と第４速の中間（３ｒｄ’）および第４速と第５速の中間（４ｔｈ’）の変速比をそれぞれ得ることができる。
【００４８】
すなわち、２ｎｄ’では変速比が第３歯車対６２のみで決まりｉ３になる。
また、３ｒｄ’では第１歯車対５０で変速比が決まりｉ１になり、４ｔｈ’では変速比が｛ｉ２（１＋α１）＋α１（ｉ１−ｉ２）｝／（１＋α１）になる。ここで、α１を０．６０、α２を０．４３、ｉ１を１．２３、ｉ２を０．６９、ｉ３を１．７０とした場合、各変速比は以下のようになる。
なお、（  ）内は一段上の変速比との比を表す段間比であり｛  ｝内は２段上の変速比との比、すなわち一段飛び越し変速の場合の段間比を表す。
【００４９】
変速比の値（一例）
１ｓｔ：  ４．０６５（１．６７２）
２ｎｄ：  ２．４３１（１．４３０）｛１．５９４｝
２ｎｄ’：１．７００（１．１１５）｛１．３８２｝
３ｒｄ：  １．５２５（１．２４０）｛１．３６９｝
３ｒｄ’：１．２３０（１．１０４）｛１．３７７｝
４ｔｈ：  １．１１４（１．２４７）｛１．４０１｝
４ｔｈ’：０．８９３（１．１２３）｛１．４４７｝
５ｔｈ：  ０．７９５（１．２８８）
６ｔｈ：  ０．６１７
Ｒｅｖ（後進）：−２．７５０
【００５０】
この変速比を見てわかるように、前進では、全般に車両用変速機として好適な範囲内に９種類の変速比が得られる。
ただ、一段上の変速比との段間比の一部に、値が大きくなったり小さくなったりする凹凸があるので、車両の走行条件に応じて適宜一段飛び越し変速を行うなどの制御と組み合わせることで、９種類の変速比を自在に活用して走行することができる。
これにより、車両の燃費や排気性能および加速性能を向上することが可能になる。
【００５１】
図４に示した実施の形態も、図１に示した実施の形態と同様に、前進で９種類もの変速比を得ながら２列の遊星歯車組と３対の歯車および、締結要素は入力軸１０側で４個、出力軸１２側が３個の構成であり、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮可能で、エンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
また、上記のように車両用自動変速機に適した変速比を得るのに、遊星歯車の歯数比が一般的な０．４乃至０．６の範囲に収まっており、かつ低速段の入力がリングギヤであるため、軽量、コンパクトな変速機をレイアウトすることができる。
【００５２】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第３の実施の形態のスケルトンを図６に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００５３】
図６の実施の形態における図１の実施の形態との第１の違いは、本発明の減速歯車が第３遊星歯車組１８に置き換わっていることである。
第２の違いは、第３遊星歯車組１８で減速したトルクにより第１リングギヤ２２を駆動することである。
【００５４】
すなわち、第３遊星歯車組１８は、いわゆるダブルピニヨン型であり、第３サンギヤ４０と、第３リングギヤ４２と、第３リングギヤ４２に噛み合った第３アウタピニヨン４４と、これら第３アウタピニヨン４４および第３サンギヤ４０に噛み合った第３インナピニヨン４６と、第３インナピニヨン４６および第３アウタピニヨン４４を回転自在に軸支する第３キャリヤ４８とで構成されている。
【００５５】
また、第３キャリヤ４８が入力軸１０と連結され、第３リングギヤ４２が第１リングギヤ２２と連結されるとともに、第３サンギヤ４０が第３ブレーキ７２によりケース５６に固定可能になっている。
このため、第３サンギヤ４０をケース５６に固定すると第３遊星歯車組１８は第１リングギヤ２２を減速駆動する
【００５６】
したがって、第３ブレーキ７２が図１に示した実施の形態における第２クラッチ６０と同じ作用を行うので、図２に示した作動表においてＣ−２をＢ−３（第３ブレーキ７２）に置換することで図６に示した実施の形態に適用することができる。
【００５７】
変速比の計算式は省略するが、第３遊星歯車組１８の歯数比をα３とした場合、第３遊星歯車組１８の減速比が１／（１−α３）になるので、この値を図１の実施の形態におけるｉ３／ｉ２と同じになるように設定して、他の歯数比も図１の実施の形態で説明した値と同じにすれば、変速比の値は図１の実施の形態で説明したものと同じになる。
【００５８】
なお、特に例示はしないが、図６の実施の形態においても、図４の実施の形態で説明した第４クラッチ７０のように、第２遊星歯車組１６を一体回転可能にするクラッチを設けると、９種類の変速比を得ることができる。
【００５９】
詳細の説明は省略したが、図６に示した実施の形態も、図１に示した実施の形態と同様に、前進６段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組と２対の歯車および、締結要素は入力軸１０側で５個、出力軸側が１個の構成であり、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮可能で、エンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
【００６０】
また、車両用自動変速機に適した変速比を得るのに、全ての遊星歯車の歯数比が一般的な０．４乃至０．６の範囲に収まり、かつ低速段の入力がリングギヤであるため、歯車強度を確保しやすいので遊星歯車の外径を小さくでき、軽量、コンパクトな変速機をレイアウトすることが可能になる。
【００６１】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第４の実施の形態のスケルトンを図７に示す。
ここでは、図１および図６に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１、図６に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００６２】
図７の実施の形態における図１の実施の形態との違いは、図６の実施の形態と同様に、本発明の減速歯車がダブルピニヨン型の第３遊星歯車組１８に置き換わっていることである。
図６の実施の形態との違いは、第３遊星歯車組１８の連結関係が異なる。
【００６３】
すなわち、第３サンギヤ４０が入力軸１０と連結され、第３リングギヤ４２が第１リングギヤ２２と連結されるとともに、第３キャリヤ４８が第３ブレーキ７２によりケース５６に固定可能になっている。
このため、第３キャリヤ４８をケース５６に固定すると第３遊星歯車組１８は第１リングギヤ２２を減速駆動する。
【００６４】
したがって、第３ブレーキ７２が図１に示した実施の形態における第２クラッチ６０と同じ作用を行うので、図２に示した作動表においてＣ−２をＢ−３（第３ブレーキ７２）に置換することで図７に示した実施の形態に適用することができる。
【００６５】
変速比の計算式は省略するが、第３遊星歯車組１８の歯数比をα３とした場合、第３遊星歯車組１８の減速比が１／α３になるので、この値を図１の実施の形態におけるｉ３／ｉ２と同じになるように設定して、他の歯数比も図１の実施の形態で説明した値と同じにすれば、変速比の値は図１の実施の形態で説明したものと同じになる。
【００６６】
なお、特に例示はしないが、図７の実施の形態においても、図４の実施の形態で説明した第４クラッチ７０のように、第２遊星歯車組１６を一体回転可能にするクラッチを設けると、９種類の変速比を得ることができる。
【００６７】
詳細の説明は省略したが、図７に示した実施の形態も、図１に示した実施の形態と同様に、前進６段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組と２対の歯車および、締結要素は入力軸１０側で５個、出力軸側が１個の構成であり、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮可能で、エンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
【００６８】
また、車両用自動変速機に適した変速比を得るのに、全ての遊星歯車の歯数比が一般的な０．４乃至０．６の範囲に収まり、かつ低速段の入力がリングギヤであるため、歯車強度を確保しやすいので遊星歯車の外径を小さくでき、軽量、コンパクトな変速機をレイアウトすることが可能になる。
【００６９】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第５の実施の形態のスケルトンを図８に、その共通速度線図を図９に示す。
ここでは、図１および図７に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１、図７に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００７０】
図８の実施の形態における図１、図７の実施の形態との第１の違いは、第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６との連結関係が異なることである。
また、減速歯車が第３遊星歯車組１８であるのが図１の実施の形態との第２の違いであるが、図７の実施の形態とは同様である。
【００７１】
すなわち、第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０とが第１歯車対５０で連結されている点は同じであるが、第１キャリヤ２８と第２キャリヤ３８とが第２歯車対５８で連結されており、第１リングギヤ２２が本発明の減速歯車である第３遊星歯車組１８の第３リングギヤ４２と連結されるとともに、第２リングギヤ３２が出力軸１２と連結している。
【００７２】
上記第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０とは、第１クラッチ５２によって入力軸１０と連結可能で、かつ第１ブレーキ５４によりケース５６に固定可能である、本発明の第１回転メンバーを構成する。
また、上記第１リングギヤ２２は、本発明の第２回転メンバーを構成する。
【００７３】
そして、上記第１キャリヤ２８と第２キャリヤ３８とは、第３クラッチ６４により入力軸１０と連結可能で、かつ第２ブレーキ６６によりケース５６に固定可能である、本発明の第３回転メンバーを構成する。
さらに、第２リングギヤ３２は、出力軸１２と一体的に連結される、本発明の第４回転メンバーを構成する。
【００７４】
第１乃至第４の各回転メンバーと締結要素の連結関係および作用は図１、図７の実施の形態と同様であり、図２に示した作動表においてＣ−２をＢ−３（第３ブレーキ７２）に置換することで図８に示した実施の形態に適用することができる。
【００７５】
詳細の説明は省略するが、共通速度線図は図９に示すようになり、各変速比は以下になる。
また、α１を０．５８、α２を０．４２、α３を０．４６、ｉ１を１．３、ｉ２を０．９２とした場合の変速比の値をその下に示す。なお、（  ）内の値は一段上の変速比との段間比を示す。
【００７６】
変速比
１ｓｔ：ｉ１・α１／（α２・α３）
２ｎｄ：ｉ２（１＋α１）／｛α３（１＋α２）｝
３ｒｄ：ｉ１・ｉ２（１＋α１）／〔ｉ２（１＋α１）−｛ｉ２（１＋α１）−ｉ１（α１＋α３）｝（１＋α２）〕
４ｔｈ：ｉ１・ｉ２・α１／〔ｉ１・α１−α２｛ｉ２・α１・α３＋ｉ２（１−α３）（１＋α１）−ｉ１・α１｝〕
５ｔｈ：ｉ１・ｉ２／｛ｉ１−α２（ｉ２−ｉ１）｝
６ｔｈ：ｉ２／（１＋α２）
Ｒｅｖ：−ｉ１／α２
【００７７】
変速比の値（一例）
１ｓｔ：３．９０３  （１．７５４）
２ｎｄ：２．２２５  （１．５４２）
３ｒｄ：１．４４３  （１．３２８）
４ｔｈ：１．０８７  （１．３２７）
５ｔｈ：０．８１９  （１．２６４）
６ｔｈ：０．６４８
Ｒｅｖ：−３．０９５
【００７８】
なお、特に例示はしないが、図８の実施の形態においても、図４の実施の形態で説明した第４クラッチ７０のように、第２遊星歯車組１６を一体回転可能にするクラッチを設けると、９種類の変速比を得ることができる。
【００７９】
詳細の説明は省略したが、図８に示した実施の形態も、図１に示した実施の形態と同様に、前進６段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組と２対の歯車および、締結要素は入力軸１０側で３個、出力軸側が３個の構成であり、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮可能で、エンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
【００８０】
また、車両用自動変速機に適した変速比を得るのに、全ての遊星歯車の歯数比が一般的な０．４乃至０．６の範囲に収まり、かつ低速段の入力がリングギヤであるため、歯車強度を確保しやすいので遊星歯車の外径を小さくでき、軽量、コンパクトな変速機をレイアウトすることが可能になる。
【００８１】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第６の実施の形態のスケルトンを図１０に示す。
ここでは、図１および図６に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１、図６に示した実施の形態と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００８２】
図１０の実施の形態における図１、図６の実施の形態との違いは、第２遊星歯車組１６の構成が異なることと、第１遊星歯車組１４との連結関係が異なることである。
また、減速歯車が第３遊星歯車組１８であるのが図１の実施の形態と異なるが、図６の実施の形態とは同様である。
【００８３】
すなわち、第２遊星歯車組１６は、いわゆるダブルピニヨン型であり、第２サンギヤ３０と、第２リングギヤ３２と、第２リングギヤ３２に噛み合った第２アウタピニヨン３４と、これら第２アウタピニヨン３４および第２サンギヤ３０に噛み合った第２インナピニヨン３６と、第２インナピニヨン３６および第２アウタピニヨン３４を回転自在に軸支する第２キャリヤ３８とで構成されている。
【００８４】
また、第１乃至第３の各遊星歯車組１４、１６、１８の各回転要素は以下のように連結されている。
第１サンギヤ２０は第１クラッチ５２により入力軸１０と連結可能であり、第１ブレーキ５４によりケース５６に固定可能である。
したがって、第１サンギヤ２０は本発明の第１回転メンバーを構成する。
第１リングギヤ２２と第３リングギヤ４２とが連結されるとともに、第１歯車対５０を介して第２サンギヤ３０とも連結している。
【００８５】
第３遊星歯車組１８の連結関係は図６に示した実施の形態と同様であり、第１リングギヤ２２は減速歯車である第３遊星歯車組１８を介して入力軸１０から減速駆動される。
したがって、第１リングギヤ２２は本発明の第２回転メンバーを構成する。
【００８６】
第１キャリヤ２８は第２歯車対５８を介して第２キャリヤ３８と連結しているとともに、第３クラッチ６４により入力軸１０と連結可能であり、第２ブレーキ６６によりケース５６に固定可能である。
したがって、第１キャリヤ２８と第２キャリヤ３８とは本発明の第３回転メンバーを構成する。
【００８７】
第２リングギヤ３２は出力軸１２と一体的に連結する、本発明の第４回転メンバーを構成する。
第１乃至第４の各回転メンバーと締結要素の連結関係および作用は図１、図６の実施の形態と同様であり、図２に示した作動表においてＣ−２をＢ−３（第３ブレーキ７２）に置換することで図１０に示した実施の形態に適用することができる。
【００８８】
共通速度線図および詳細の説明は省略するが、各変速比は以下のようになる。なお、計算式を簡素化するため、Ａ＝（１＋α１）（１−α３）＋α１・α３とする。
また、α１を０．５４、α２を０．４９、α３を０．５６、ｉ１を１．０３、ｉ２を０．９４とした場合の変速比の値をその下に示す。なお、（  ）内の値は一段上の変速比との段間比を示す。
【００８９】
変速比
１ｓｔ：ｉ１／｛α２（１−α３）｝
２ｎｄ：ｉ１（１＋α１）／〔ｉ１・ｉ２（１−α３）＋α２｛（１−α３）（１＋α１）−ｉ１・ｉ２（１−α３）｝〕
３ｒｄ：ｉ１（１＋α１）／〔ｉ１・ｉ２・Ａ−α２｛ｉ２・Ａ−（１−α３）（１＋α１）｝〕
４ｔｈ：ｉ１・ｉ２／〔ｉ１−α２｛ｉ１−ｉ２（１−α３）｝〕
５ｔｈ：ｉ１・ｉ２／｛ｉ１−α２（ｉ１−ｉ２）｝
６ｔｈ：ｉ１・ｉ２／〔ｉ１＋α２｛ｉ２（１＋α１）−ｉ１｝〕
Ｒｅｖ：−ｉ１／（α１・α２）
【００９０】
変速比の値（一例）
１ｓｔ：４．７７７  （１．６５４）
２ｎｄ：２．８８８  （１．５１０）
３ｒｄ：１．９１２  （１．４３８）
４ｔｈ：１．３３０  （１．３５４）
５ｔｈ：０．９８２  （１．２５３）
６ｔｈ：０．７８４
Ｒｅｖ：−３．８９３
【００９１】
なお、特に例示はしないが、図１０の実施の形態においても、図４の実施の形態で説明した第４クラッチ７０のように、第２遊星歯車組１６を一体回転可能にするクラッチを設けると、９種類の変速比を得ることができる。
【００９２】
また、一般的にダブルピニヨン型の遊星歯車はサンギヤとキャリヤとが表裏の関係にあって逆に連結することができるので、以下のように変更することができる。
すなわち、第２遊星歯車１６のサンギヤ３０とキャリヤ３８の連結関係を互いに入れ替えて、第２サンギヤ３０を第２ブレーキ６６によってケース５６に固定可能にして、第２キャリヤ３８と第１リングギヤ２２とを第１歯車対５０で連結する構成にしても同様の作用を行うことができる。
【００９３】
詳細の説明は省略したが、図１０に示した実施の形態も、図１に示した実施の形態と同様に、前進６段の変速比を得ながら３列の遊星歯車組と２対の歯車および、締結要素は入力軸１０側で４個、出力軸１２側が２個の構成であり、従来に比べて歯車列の軸方向長さを短縮可能で、エンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
【００９４】
また、車両用自動変速機に適した変速比を得るのに、全ての遊星歯車の歯数比が一般的な０．４乃至０．６の範囲に収まり、かつ低速段の入力がリングギヤであるため、歯車強度を確保しやすいので遊星歯車の外径を小さくでき、軽量、コンパクトな変速機をレイアウトすることが可能になる。
【００９５】
以上、説明したように、本発明の第１乃至第６の実施の形態に係る各多段変速遊星歯車列は、入力軸１０上に設けた第１遊星歯車組１４と出力軸１２上に設けた第２遊星歯車組１６とを連結し、減速歯車と組み合わせることで、第１、第２遊星歯車組１４、１６と締結要素を入力軸１０側と出力軸１２側とに振り分けることができるので、車両用の変速機に適した前進６段以上の変速比を得ながら、従来例に比べて変速機の軸方向長さを短くすることができるので、従来に比べてエンジン横置き式前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
また、遊星歯車の歯数比が０．４を上回る一般的な値であっても車両用自動変速機に適した変速比を得られ、遊星歯車の外径の小型化が可能となる。
【００９６】
なお、本発明に係る多段変速遊星歯車列によれば、上記したような効果が得られるほかに、さらに当業者の一般的な知識に基づいて、各締結要素のレイアウトを工夫することなどの改良や変更を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図２】図１に示した多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図３】図１に示した多段変速遊星歯車列の共通速度線図および変速比の例を示す図である。
【図４】本発明の第２の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図５】図４に示した多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図６】本発明の第３の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図７】本発明の第４の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図８】本発明の第５の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図９】図８に示した多段変速遊星歯車列の共通速度線図である。
【図１０】本発明の第６の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【符号の説明】
１０：入力軸
１２：出力軸
１４：第１遊星歯車組
１６：第２遊星歯車組
１８：第３遊星歯車組
２０：第１サンギヤ
２２：第１リングギヤ
２４：第１ピニヨン、
２８：第１キャリヤ
３０：第２サンギヤ
３２：第２リングギヤ
３４：第２ピニヨン、第２アウタピニヨン
３６：第２インナピニヨン
３８：第２キャリヤ
４０：第３サンギヤ
４２：第３リングギヤ
４４：第３ピニヨン、第３アウタピニヨン
４６：第３インナピニヨン
４８：第３キャリヤ４８
５０：第１歯車対
５２：第１クラッチ
５４：第１ブレーキ
５６：ケース
５８：第２歯車対
６０：第２クラッチ
６２：第３歯車対
６４：第３クラッチ
６６：第２ブレーキ
６８：ワンウエイクラッチ
７０：第４クラッチ
７２：第３ブレーキ
【図１】
2005061446.tif 000003
【図２】
2005061446.tif 000004
【図３】
2005061446.tif 000005
【図４】
2005061446.tif 000006
【図５】
2005061446.tif 000007
【図６】
2005061446.tif 000008
【図７】
2005061446.tif 000009
【図８】
2005061446.tif 000010
【図９】
2005061446.tif 000011
【図１０】
2005061446.tif 000012